JP2007248022A - 空調システム - Google Patents

Abstract

【課題】圧縮冷凍機の冷媒を過冷却して効率を高めることが出来ると共に、コンパクトで且つメンテナンスその他のコストを低減することが出来る様な空調システムの提供。
【解決手段】圧縮式空調機（１００）の第１の冷媒ライン（Ｌ１）に、圧縮式空調機を循環する冷媒と第２の冷媒ライン（Ｌ２）を流れる冷媒とで熱交換を行う第３の熱交換器（４）が介装し、第２の冷媒ライン（Ｌ２）には、熱源機（５）からの排熱が投入されて冷媒を蒸発する冷媒蒸発器（６）と、エゼクタ（７）と、第２の冷媒ラインを流れる冷媒と外気とで熱交換を行う第４の熱交換器（８）とが介装されている。
【選択図】図１

Description

本発明は、圧縮機（コンプレッサ）を用いて圧縮式サイクルを行う圧縮式空調機（圧縮式冷凍機）を用いて空調（冷房及び暖房）を行う空調システムに関する。

圧縮機を用いて、冷凍を行う圧縮式冷凍サイクルは良く知られている。
この圧縮式冷凍サイクルを実施するに際して、排熱を駆動熱源とする吸収冷凍式冷凍サイクルを用いて過冷却し、以って、効率の向上を図ることが従来技術において行われている。
図２７は、その様な従来技術を示している。

図２７において、圧縮式冷凍機１００は、圧縮機１と、蒸発器である室内器２と、凝縮器である室外器３と、減圧弁ＣＶ２を介装した冷媒ラインＬ１とで構成されている。
凝縮器３で凝縮された高圧液相冷媒は、減圧弁ＣＶ２で減圧される前に、温水焚き吸収冷凍機３００の蒸発器３０１で冷却（過冷却）されている。
ここで、温水焚き吸収冷凍機３００は、ガスエンジン５の排熱（温排水）が再生器３０３に供給される様に構成されている。一方、圧縮式冷凍機１００の圧縮機１は、ガスエンジン５の駆動軸５１による機械的な出力が伝達されて駆動される機械式の圧縮機である。
なお、図２７において、符号３０２は吸収器を、３０４は凝縮器を示す。

また、圧縮式冷凍機の冷媒循環系が途中で分岐しており、分岐した一方の冷媒循環用配管が温水焚き吸収冷凍機の蒸発器に連通しており、当該冷媒循環用配管を流れる圧縮式冷凍機の冷媒が温水焚き吸収冷凍機の蒸発器で冷却される従来技術も、本出願人によって提案されている（特許文献１参照）。

しかし、吸収式冷凍機は一般にサイズが大きく、広い設置スペースを必要とする。そのため、狭小な設置スペースしか設けることが出来ない場合には、図２７の従来技術、或いは上述した従来技術（特許文献１）の実施が困難である。
また、吸収式冷凍機の媒体、すなわち冷媒や吸収溶液は、圧縮式冷凍機の冷媒とは異なるため、図２７の従来技術或いは上述した従来技術（特許文献１）を実施するためには、複数の媒体（冷媒、吸収溶液）を扱わなければならず、その分だけ設置やメンテナンスに労力を必要としてしまうという問題が存在する。

さらに、吸収冷凍機の場合は、高い真空度が要求されるので、設置やメンテナンスの労力が大きいという問題がある。
それに加えて、一般的に、吸収式冷凍機は圧縮式冷凍機に比較して、購入コストが高価である。
以上の理由から、図２７の従来技術或いは上述した従来技術（特許文献１）を実施するのに、躊躇するユーザーが存在した。
特開２０００−２４１０４２号公報

本発明は上述した従来技術の問題点に鑑みて提案されたものであり、圧縮冷凍機の冷媒を過冷却して効率を高めることが出来ると共に、コンパクトで且つメンテナンスその他のコストを低減することが出来る様な空調システムの提供を目的としている。

本発明の空調システムは、圧縮機（１）と、冷媒と空調をするべき室内の空気とで熱交換を行う第１の熱交換器（圧縮式空調機の室内器２）と、冷媒と外気とで熱交換を行う第２の熱交換器（圧縮式空調機の室外器３）と、第１の冷媒ライン（圧縮式空調機の冷媒ラインＬ１）とを備えた圧縮式空調機（１００）を有し、前記第１の冷媒ライン（圧縮式空調機１００の冷媒ラインＬ１）には、圧縮式空調機（１００）を循環する冷媒と第２の冷媒ライン（蒸気噴射冷凍サイクルの冷媒ラインＬ２）を流れる冷媒とで熱交換を行う第３の熱交換器（冷媒過冷却器４）が介装されており、前記第２の冷媒ライン（蒸気噴射冷凍サイクルの冷媒ラインＬ２）には、熱源機（例えば、ガスエンジンコージェネレーションシステム５）からの排熱が投入されて冷媒を蒸発する冷媒蒸発器（フロンボイラ６）と、エゼクタ（７）と、第２の冷媒ライン（Ｌ２）を流れる冷媒と外気とで熱交換を行う第４の熱交換器（８）とが介装されており、第２の冷媒ライン（Ｌ２）は、冷媒蒸発器（フロンボイラ６）に連通する第１の分岐ライン（Ｌ２１）と、エゼクタ（７）の側方吸込み部（７１）に連通する第２の分岐ライン（Ｌ２２）とに分岐（Ｂ）しており、前記第３の熱交換器（冷媒過冷却器４）は第２の分岐ライン（Ｌ２２）に介装されていることを特徴としている（請求項１）。
本明細書において、圧縮式サイクルを具備する空調機について、暖房運転時も考慮するべき場合は「圧縮式空調機」と記載するが、冷房運転時のみを考慮すればよい場合には、「圧縮式冷凍機」或いは「圧縮式冷凍サイクル」と記載する。同様に、蒸気噴射冷凍サイクルを行う部分について、冷凍サイクルのみを考慮すればよい場合には「蒸気噴射冷凍サイクル」と記載するが、装置としての構成を考慮するべき場合には「蒸気噴射冷凍機」と記載する場合がある。
また、本明細書において、「室内器」なる文言は室内に設けられた熱交換器を意味しており、「室外器」なる文言は室外に設けられた熱交換器を意味している。そして、室内器は冷房時は蒸発器として作用し、暖房時は凝縮器として作用する。一方、室外機は、冷房時は凝縮器として作用し、暖房時は蒸発器として作用する。

本発明において、前記第２の熱交換器（圧縮式空調機の室外器３）と前記第４の熱交換器（８）とは別体に構成されており、第１の冷媒ライン（Ｌ１）における前記第２の熱交換器（圧縮式空調機の室外器３）を介装した領域と第２の冷媒ライン（Ｌ２）における前記第４の熱交換器（８）を介装した領域とは別体に構成する事が出来る（請求項２）。

或いは、本発明において、前記第２の熱交換器（圧縮式空調機の室外器）と前記第４の熱交換器とは一体（３８）に構成されており、第１の冷媒ライン（Ｌ１）における前記第２の熱交換器（圧縮式空調機の室外器３）を介装した領域と第２の冷媒ライン（Ｌ２）における前記第４の熱交換器（８）を介装した領域とは一体に構成する事も出来る（請求項３）。

本発明において、前記第１の冷媒ライン（圧縮式空調機の冷媒ラインＬ１）には流路切り換え装置（例えば、四方弁Ｖ４）が介装されており、前記第１の冷媒ライン（圧縮式空調機の冷媒ラインＬ１）を循環する冷媒の流れる方向を逆転可能に構成（され、以って、冷房運転と暖房運転が切り換え可能に構成）されているのが好ましい（請求項４）。

また本発明において、前記熱源機（例えば、ガスエンジンコージェネレーションシステム５）からの排熱を前記第１の冷媒ライン（圧縮式空調機の冷媒ラインＬ１）を流れる冷媒に投入する第５の熱交換器（排熱熱交換器９）を設けるのが好ましい（請求項５）。

さらに本発明において、前記第２の冷媒ライン（蒸気噴射冷凍サイクルの冷媒ラインＬ２）はエゼクタ（７）をバイパスするバイパスライン（Ｌ２ｂ）を有しているのが好ましい（請求項６）。

上述する構成を具備する本発明によれば、第２の冷媒ライン（蒸気噴射冷凍サイクルの冷媒ラインＬ２）は、冷媒蒸発器（フロンボイラ）と、エゼクタ（７）と、第３の熱交換器（冷媒過冷却器４）及び第４の熱交換器（８）と共に、蒸気噴射冷凍サイクルを構成している（請求項１）。そして、圧縮式冷凍機（１００）を循環する冷媒を蒸気噴射冷凍サイクルにより過冷却することにより、圧縮式冷凍機（１００）の冷凍効率を向上することが出来る。
ここで、蒸気噴射冷凍サイクルでは、循環する冷媒は１種類のみであり、フロンを冷媒として使用可能であるので、吸収式冷凍機（１００）に比較して、取り扱いが容易である。
また、蒸気噴射冷凍サイクルは、熱交換器（８）とエゼクタ（７）と配管（Ｌ２０、Ｌ２１、Ｌ２２）のみで構成されるので（排熱ボイラ或いはフロンボイラ６は単なる熱交換器である。）、コンパクトであり、蒸気噴射冷凍サイクルの部分の製造コストやメンテナンスコストが極めて安価となる。
従って、従来技術の圧縮式冷凍機に吸収式冷凍機を組み合わせた空調システム（特許文献１や図２７で示すシステム）における問題点を解消することが出来る。

さらに、蒸気噴射冷凍サイクルは空冷がし易く、吸収式冷凍機のような晶析の問題は発生しないという利点を有している。

ここで、蒸気噴射冷凍サイクルと圧縮サイクルでは、使用する冷媒を同一にする事が可能である。
そのため、本発明においては、蒸気噴射冷凍サイクルの一部と、圧縮サイクル側の一部を共通化して、部品点数を減少して、各種コストの削減を実現することが出来る（第２、第４、第６実施形態）。
具体的には、本発明においては、前記第２の熱交換器（圧縮式空調機の室外器３）と前記第４の熱交換器（８）とを一体化（３８）して、第１の冷媒ライン（Ｌ１）における前記第２の熱交換器（圧縮式空調機の室外器３）を介装した領域と第２の冷媒ライン（Ｌ２）における前記第４の熱交換器（８）を介装した領域とを一体化すること（請求項３）が可能であり、構成を簡素化し、部品点数を減少して、メンテナンスその他の費用を安価にする事が出来るのである。

さらに本発明においては、圧縮式空調機（１００）の冷媒ライン（Ｌ１）を循環する冷媒の流れる方向を逆転可能に構成して、以って、冷房運転と暖房運転が切り換え可能に構成することが出来るので（請求項４）、夏季には冷房運転、冬季には暖房運転を行い、快適な室内環境を達成することが出来るのである。

以下、添付図面を参照して、本発明の実施形態について説明する。
なお、図２７で示すのと同様な部材については、同様な符号を付してある。

先ず、図１〜図４を参照して第１実施形態を説明する。
図１は第１実施形態に係る全体構成を示し、図２は第１実施形態の空調機システムを冷房運転時の状態を示し、図３は同じく暖房運転時の状態を示し、図４は第１実施形態の空調運転の制御をフローチャートにより説明している。

図１において、第１実施形態の空調システムでは、図２７（従来技術）の吸収式サイクルが蒸気噴射冷凍サイクルに置換されている。
すなわち、第１実施形態は、圧縮式空調機１００と蒸気噴射冷凍機２００とで構成されている。
図示の実施形態において、圧縮式空調機１００については、暖房運転時も考慮するべき場合は「圧縮式空調機」と記載するが、冷房運転時のみを考慮すればよい場合には、「圧縮式冷凍機」或いは「圧縮式冷凍サイクル」と記載する。
同様に、蒸気噴射冷凍機２００について、冷凍サイクルのみを考慮すればよい場合には「蒸気噴射冷凍サイクル」と記載する場合がある。

圧縮式空調機１００は、圧縮機１と、冷媒と空調をするべき室内の空気とで熱交換を行う第１の熱交換器（室内器）２と、冷媒と外気とで熱交換を行う第２の熱交換器（室外器）３と、第１の冷媒ライン（圧縮式空調機の冷媒ライン）Ｌ１とを備えている。

第１の冷媒ラインＬ１には、第３の熱交換器（冷媒過冷却器）４が介装されている。冷媒過冷却器４は、圧縮式空調機１００を循環する冷媒と、第２の冷媒ライン（後述する蒸気噴射冷凍機２００の冷媒ライン）Ｌ２を流れる冷媒とで、熱交換を行う熱交換器である。
また、第１の冷媒ラインＬ１には、冷房時と暖房時で冷媒の流路を切り換えるための流路切換装置（四方弁）Ｖ４が介装されている。

第１の冷媒ラインＬ１は、上述した圧縮機１、四方弁Ｖ４、室外器３、冷媒過冷却器４、室内器２を接続するラインＬ１１、Ｌ１２、Ｌ１３、Ｌ１４、Ｌ１５、Ｌ１６によって、循環する流路を構成している。
ここで、ラインＬ１１は、圧縮機１の吐出側と、四方弁Ｖ４のポートＶ４ａとを接続している。
ラインＬ１２は、四方弁Ｖ４のポートＶ４ｂと、室外器３とを接続している。
ラインＬ１３は、流量調節弁ＣＶ１を介装し、室外器３と冷媒過冷却器４を接続している。
ラインＬ１４は、流量調節弁ＣＶ２を介装し、冷媒過冷却器４と室内器２を接続している。
ラインＬ１５は、室内器２と、四方弁Ｖ４のポートＶ４ｃとを接続している。
ラインＬ１６は、四方弁Ｖ４のポートＶ４ｄと、圧縮機１の吸入側とを接続している。

蒸気噴射冷凍機２００は、熱源機（ガスエンジン）５と、冷媒蒸発器（フロンボイラ）６と、エゼクタ７と、第２の冷媒ラインＬ２と、第４の熱交換器（凝縮器）８とを備えている。
ここで、フロンボイラ６では、ガスエンジン５からの排熱がラインＬｗで投入されて、投入された排熱により冷媒が蒸発する。
凝縮器８では、第２の冷媒ラインＬ２を流れる冷媒と外気とで熱交換を行い、冷媒が保有する気化熱を外気に投入して、冷媒を凝縮している。
図１において、符号Ｐ１は送水ポンプを示す。また、ガスエンジン５は、その駆動軸５１によって圧縮機１を駆動している。そのため、圧縮式空調機１００は、ガスエンジンヒートポンプ（ＧＨＰ）として構成されている。

第４の熱交換器（凝縮器）８と第２の熱交換器である室外器（凝縮器）３との間では、明確には図示されてはいないが、２種類の風路Ａと風路Ｂが切換可能に構成されている。
風路Ａは、第４の熱交換器８で気化熱（第２の冷媒ラインＬ２を流れる冷媒の気化熱）が投入されて加熱された空気（風）が、室外器３を通過しないで素通りし、室外器３には、第４の熱交換器８を通過しない（過熱されていない）外気が通過する様に設定された風路である（冷房運転時の風路：図２参照）。
一方、風路Ｂは、第４の熱交換器８で気化熱が投入されて加熱された空気（風）が、室外器３を通過する様に設定された風路である（暖房運転時の風路：図３参照）。
すなわち、第４の熱交換器（凝縮器）８と第２の熱交換器である室外器（凝縮器）３との間では、冷房運転時と、暖房運転時とでは、熱交換器８から流れた空気（風）が流れる風路が異なる。

第２の冷媒ラインＬ２は、開閉弁Ｖ１と圧力センサ１０を介装したラインＬ２０と、ラインＬ２０が分岐点Ｂで分岐した第１の分岐ラインＬ２１及び第２の分岐ラインＬ２２、とにより構成されている。
第１の分岐ラインＬ２１は、冷媒ポンプＰ２を介してフロンボイラ６に連通する。また、第２の分岐ラインＬ２２は、減圧弁Ｖ２及び冷媒過冷却器４を介装しており、エゼクタ７の側方吸込み部７１に連通している。

蒸気噴射冷凍機２００はフロンボイラ６を有しており、ガスエンジン５の排熱がフロンボイラ６に投入されて、冷媒（液相のフロン）が蒸発する。発生した気相冷媒（フロン蒸気）は、冷媒ラインＬ２０を流過してエゼクタ７の吸込口（図１ではエゼクタ７の左側）に吸い込まれて、エゼクタ７の噴射口（図１ではエゼクタ７の右側）から高速で噴射される。
その際に、第２の分岐ラインＬ２２を流れる気相冷媒（フロン蒸気）は、エゼクタ７の側方吸込み部７１から吸い込まれ、フロンボイラ６からの気相冷媒と合流して、凝縮器８側へ噴射される。

エゼクタ７から噴射された気相冷媒は、第４の熱交換器である凝縮器８で、外気に気化熱を投入して凝縮し、液相冷媒となる。そして、分岐点Ｂにおいて、冷媒ポンプＰ２を介してフロンボイラ６に連通するラインＬ２１と、減圧弁Ｖ２及び冷媒過冷却器４を介してエゼクタ７の側方吸込み部７１に連通するラインＬ２２の、何れか一方に流れる。
分岐点ＢからラインＬ２２に流入した液相冷媒は、減圧弁Ｖ２で減圧された後、冷媒過冷却器４で圧縮空調機１００側を循環する冷媒から気化熱を奪って蒸発して気相冷媒となり、側方吸込み部７１からエゼクタ７内に吸引される。

蒸気噴射冷凍サイクルでは、循環する流体は１種類の冷媒（図１ではフロン）のみであって、吸収式冷凍サイクルの場合のように、冷媒と吸収溶液の２種類の流体が循環するのではない。そして、蒸気噴射冷凍サイクルでは、圧縮式冷凍器と同じ冷媒を使用可能であり、勿論、フロンを冷媒として使用することが出来る。

蒸気噴射冷凍サイクルのＣＯＰは、例えば０．１５であり、蒸気焚き単効用吸収式のＣＯＰは、例えば０．７である。
明らかに、蒸気噴射冷凍サイクルのＣＯＰは、蒸気焚き単効用吸収式に比較して、大変低い。

しかしながら、圧縮式冷凍機に吸収式冷凍機を組み合わせた空調システム（特許文献１や図２７で示すシステム）では、吸収式冷凍機のサイズが大きく、広い設置スペースが必要であり、一般的に高価であるという問題点と、吸収式冷凍機を循環する流体（冷媒、吸収溶液）が圧縮式冷凍機の冷媒とは異なっているためにメンテナンス性が良くない、という問題点とを有している。

これに対して、図示の実施形態のような蒸気噴射冷凍サイクルは、熱交換器とエゼクタ７と配管Ｌ２０、Ｌ２１、Ｌ２２のみで構成されるので（排熱ボイラ或いはフロンボイラ６は単なる熱交換器である。）、コンパクトであり、（蒸気噴射冷凍サイクル部分の）製造コストが極めて安価である。
従って、従来技術の圧縮式冷凍機に吸収式冷凍機を組み合わせた空調システム（特許文献１や図２７で示すシステム）における上述の問題点を解消することが出来る。

また、上述した通り、蒸気噴射サイクルにおける冷媒と圧縮式冷凍機とでは、同一の冷媒を使用出来るので、図示の実施形態では、冷媒を同一にして、蒸気噴射サイクルと圧縮式冷凍サイクルとを一部共通化することが可能である。詳細は、第２実施形態以降で説明する。

これに加えて、吸収式冷凍機では晶析の問題があるので、空冷が難しいのに対して、蒸気噴射冷凍サイクルは空冷がし易いという利点を有している。
従って、蒸気噴射冷凍サイクルにおける凝縮器と、圧縮式冷凍機の室外器（冷房時における凝縮器、暖房時における蒸発器）とを一体化して、同時に空冷することも可能である。

さらに、蒸気噴射冷凍サイクルを使用する図示の実施形態では、吸収式冷凍機ほど高レベルの真空度が要求されないので、メンテナンス等が容易である。また、腐食性の高い液体を使用する必要が無い、というメリットを有している。

図１で示す第１実施形態では、冷房運転のみならず、暖房運転も可能である。換言すれば、図１の第１実施形態では、冷暖房運転を切換可能に構成されている。
図２は、第１実施形態で冷房運転を行う場合の冷媒の流れ、ラインやバルブの開閉を示している。以下、図２を参照して冷房時の冷媒の流れについて説明する。
尚、図２以降の図で、冷媒ラインＬ１、Ｌ２に描いた矢印の方向は、冷媒の流れの方向を示している。

先ず、圧縮式冷凍サイクル側の冷房運転時における各種弁の開閉状態と、冷媒の流れを説明する。
図２で示す冷房運転時には、四方弁Ｖ４はポートＶ４ａとポートＶ４ｂとが連通し、ポートＶ４ｃとポートＶ４ｄとが連通する。
圧縮機１から吐出された高圧気相冷媒は、ラインＬ１１から四方弁Ｖ４のポートＶ４ａ、Ｖ４ｂを経由してラインＬ１２に入り、室外器（凝縮器）３で気相冷媒を凝縮して、高圧液相冷媒となる。

室外器３で凝縮された高圧の液相冷媒はラインＬ１３を流れ、流量制御弁（膨張弁）ＣＶ１で減圧されて、冷媒過冷却器４で、上記噴射冷凍機２００側の第２の冷媒ラインＬ２を流れる低温冷媒と熱交換して降温されて、ラインＬ１４に流れる。
ラインＬ１４で液相冷媒は流量制御弁ＣＶ２によって更に減圧されて低圧の液相冷媒となり、室内器（蒸発器）２内に流入する。

低圧液相冷媒は、室内器（蒸発器）２内では、室内の温まった空気から気化熱を奪い、室内空気を冷却する。
一方、室内空気から気化熱を奪った液相冷媒は気化（蒸発）してラインＬ１５を流れ、四方弁Ｖ４のポートＶ４ｃ、Ｖ４ｄを経由して、圧縮機１に吸入される。

次に、蒸発噴射冷凍機２００側の各種弁の開閉状態と、冷媒の流れを説明する。
冷房運転時には、ガスエンジンの冷却水ラインＬｗに介装されたポンプＰ１が作動し、ガスエンジン５からの排熱がラインＬｗを経由してフロンボイラ６に投入されて、フロンボイラ６内の液冷媒を加熱する。
冷房運転開始直後は、フロンボイラ６からの気相冷媒発生量が十分ではないので、開閉弁Ｖ１は閉じたままである。
一方、ラインＬ２２の減圧弁Ｖ２は開放されているので、エゼクタ７の吐出側のラインＬ２０とラインＬ２２で形成される循環回路で、冷媒が循環する。

冷房運転時においては、凝縮器８と室外器３との風路は、風路Ａとなっている。即ち、蒸気噴射冷凍機２００の凝縮器８で加熱された空気が、圧縮冷凍機１００の室外器３を通過して、室外器３における冷媒凝縮を阻害してしまうことを防止している。

フロンボイラ６内で加熱された液相冷媒（液相フロン）は、ガスエンジン５の排熱が投入されると蒸発して気相冷媒（フロン蒸気）となるが、開閉弁Ｖ１が閉じているので、フロンボイラ６内の圧力は次第に高まる。フロンボイラ６内の圧力（圧力センサ１０で計測された圧力）が所定値（閾値）を超えると、ラインＬ２０の開閉弁Ｖ１が開放され、ラインＬ２１に介装された冷媒ポンプＰ２が作動する。

フロンボイラ６で発生した気相冷媒は冷媒ラインＬ２０を流れ、エゼクタ７の吸込口（図２ではエゼクタ７の左側）に吸い込まれて、エゼクタ７の噴射口（図２ではエゼクタ７の右側）から高速で噴射される。
その際に、エゼクタ７の負圧効果により、エゼクタ７の側方吸込み部７１からラインＬ２２の気相冷媒が吸い込まれ、エゼクタ７の吸込口（図２ではエゼクタ７の左側）から吸い込まれた気相冷媒と合流して、ラインＬ２０の凝縮器８側の領域に噴射される。

エゼクタ７から噴射された気相冷媒は、第４の熱交換器である凝縮器８で凝縮されて液相冷媒となる。液相冷媒は、分岐点Ｂにおいて、ラインＬ２１と、ラインＬ２２に分岐する。
分岐点ＢからラインＬ２２に流入した液相冷媒は、減圧弁Ｖ２で減圧された後、第３の熱交換器である冷媒過冷却器４において、圧縮式冷凍機１００側の冷媒から気化熱を奪って気相冷媒となり、側方吸込み部７１からエゼクタ７内に吸引される。換言すれば、圧縮式冷凍機１００を流れる冷媒は、冷媒過冷却器４で冷却（過冷却）されるのである。

次に、図３を参照して、第１実施形態における暖房運転時の冷媒（熱媒）の流れについて説明する。
先ず、圧縮式空調機１００側の各種弁の開閉状態と、冷媒の流れを説明する。

暖房運転時には、四方弁Ｖ４はポートＶ４ａとポートＶ４ｃとが連通し、ポートＶ４ｂとポートＶ４ｄとが連通する。
圧縮機１から吐出された高圧気相冷媒は、ラインＬ１１から四方弁Ｖ４のポートＶ４ａ、Ｖ４ｃを経由してラインＬ１５に入り、室内器２で、高圧気相冷媒が保有する熱量を室内空気に投入する。
気相冷媒は減圧され降温し、その気相冷媒と液相冷媒の気液混合流或いは液相冷媒となってラインＬ１４を流過し、減圧弁ＣＶ２を通過し、冷媒過冷却器４を素通りして、室外器３に流入する。
後述するように、暖房運転時には、蒸気噴射冷凍機２００側の減圧弁Ｖ２は閉鎖されるので、ラインＬ２２側には冷媒は流れない。従って、圧縮式空調機１００のラインＬ１４を流れる冷媒が、冷媒過冷却器４において、蒸気噴射冷凍機２００側の冷媒と熱交換を行うことは無い。

蒸気噴射冷凍機２００側の凝縮器８と、圧縮式空調機１００の室外器３との間の空気の流路（風路）は、図３で示す様に、凝縮器８で加熱された空気が室外器３を流れ、室外器３内を流れる圧縮式空調機１００側の冷媒を昇温して気化熱を与える様に、「風路Ｂ」に切り換わる。
室外器３を出た冷媒は、ラインＬ１２、四方弁Ｖ４のポートＶ４ｂ、Ｖ４ｄを経由して圧縮機１に吸入される。そして圧縮機１で再び圧縮されて吐出される。
暖房運転時には、圧縮式空調機１００側のラインＬ１では、図３において時計回り方向に冷媒は循環する。

次に、蒸発噴射冷凍機２００側の各種弁の開閉状態と、冷媒の流れを説明する。
暖房運転時には、ポンプＰ１が作動して、ガスエンジン５の排熱がラインＬｗを介してフロンボイラ６に投入され、フロンボイラ６内の液相冷媒を加熱する。暖房開始直後は、液相冷媒は蒸発しないので、開閉弁Ｖ１は閉じたままである。
上述した様に、暖房運転時においては、ラインＬ２２の減圧弁Ｖ２は閉鎖されており、ラインＬ２２側には冷媒は流れない。

上述した通り、凝縮器８と室外器３との空気の流れは風路Ｂに切り換わっている。すなわち、凝縮器８を通過した際に加熱された暖かな空気が、室外器３を通過して、室外器３で冷媒を気化（蒸発）する能力を向上せしめている。

フロンボイラ６内で加熱された液相冷媒は、蒸発して気相冷媒となるが、開閉弁Ｖ１が閉じているので、フロンボイラ６内の圧力（圧力センサ１０で計測される圧力）は次第に昇圧する。フロンボイラ６内の圧力が所定値（閾値）を超えると、ラインＬ２０の開閉弁Ｖ１は開放され、分岐ラインＬ２１に介装された冷媒ポンプＰ２が起動する。

ラインＬ２０の開閉弁Ｖ１を開放すると、気相冷媒はエゼクタ７の吸込口（図２ではエゼクタ７の左側）に吸い込まれて、エゼクタ７の噴射口（図２ではエゼクタ７の右側）から高速で噴射される。
噴射された気相冷媒は、凝縮器８で放熱して凝縮し、そのとき発生する気化熱が、風路Ｂを流れる空気によって、圧縮式空調機１００側の室外器３を流れる冷媒の加熱に寄与する。

次に、図４に基づいて、第１実施形態の空調運転（図２の冷房運転、図３の暖房運転）の制御について説明する。

図４において、先ず、運転モードが冷房か、暖房かを判断して（ステップＳ１）、冷房であればステップＳ２に進み、暖房であればステップＳ７に進む。

冷房運転の場合（ステップＳ１において「冷房運転」）、ステップＳ２（冷房運転：図２参照）で、ポンプＰ１を起動し、開閉弁Ｖ１は閉じ、減圧弁Ｖ２は開放する。そして圧縮式空調機１００側の弁ＣＶ１、ＣＶ２は開放する。そして、四方弁Ｖ４はポートＶ４ａとＶ４ｂとを連通し且つポートＶ４ｃとＶ４ｄとを連通して、冷房側とする（ステップＳ３）。
続いて風路Ａに切り換える（ステップＳ４）。

ステップＳ５では、蒸気噴射冷凍機２００側のフロンボイラ６内の圧力を、ラインＬ２０に介装した圧力センサ１０によって計測し、圧力センサ１０の計測値が閾値以上であるか否かを判断する。
圧力センサ１０の計測値が閾値以上になるまでは待機しており（ステップＳ５がＮＯのループ）、計測値が閾値以上となった段階で（ステップＳ５のＹＥＳ）冷媒ポンプＰ２を起動し、開閉弁Ｖ１を開放する（ステップＳ６）。

冷房運転の場合（ステップＳ１において「暖房運転」）、ステップＳ７（暖房運転）で、送水ポンプＰ１を起動し、開閉弁Ｖ１及び減圧弁Ｖ２を共に閉じ、圧縮式空調機１００側の弁ＣＶ１を開放し、弁ＣＶ２を全開にする。
次のステップＳ８では、四方弁Ｖ４のポートＶ４ａとＶ４ｃとを連通し且つポートＶ４ｂとＶ４ｄとを連通して、暖房側に切り換える。
そして、風路Ｂに切り換える（ステップＳ９）。

ステップＳ１０では、蒸気噴射冷凍機２００側のフロンボイラ６内の圧力を、ラインＬ２０に介装した圧力センサ１０によって計測し、圧力センサ１０の計測値が閾値以上であるか否かを判断する。
計測値が閾値以上になるまで待機し（ステップＳ１０がＮＯのループ）、計測値が閾値以上となった段階で（ステップＳ１０がＹＥＳ）、冷媒ポンプＰ２を起動して、開閉弁Ｖ１を開放する（ステップＳ１１）。

前述した通り、図示の実施形態では、圧縮式サイクルと蒸気噴射冷凍サイクルとの一部を共通化することが可能である。
図５〜図９で示す第２実施形態は、図１〜図４の第１実施形態において、圧縮式サイクルと蒸気噴射冷凍サイクルとの一部を共通化した実施形態である。
以下、図５〜図９を参照して第２実施形態を説明する。

図５の第２実施形態の構成は、図１の第１実施形態における第２の熱交換器（圧縮式空調機１００の室外器）３と、第４の熱交換器（蒸発噴射冷凍機２００側の凝縮器）８とが一体化されて、熱交換器３８となっている。それに伴い、ラインＬ１２とラインＬ２０が、分岐合流点Ｂ２から分岐点Ｂ１に至る領域が共通となっている。
更に、ラインＬ１３の一部とラインＬ２０、ラインＬ２２の一部が、分岐点Ｂ１から分岐合流点Ｂ３までの領域が共通となっている。
図５の第２実施形態の分岐点Ｂ１は、図１の第１実施形態の分岐点Ｂと同じである。そして、図５において、流量調節弁ＣＶ１はラインの共通部（Ｌ１２、Ｌ２０）の熱交換器３８と分岐点Ｂ１との間の領域に介装されている。

図５の第２実施形態において、上述した構成を除くと、図１〜図４の第１実施形態と同様な構成となっている。

ここで、図６は第２実施形態のサイクルのモリエル線図を示している。
図６のモリエル線図は、圧縮式冷凍サイクル（図５の点ｐ５、ｐ６、ｐ１４、ｐ１５を結ぶサイクル）と、蒸気噴射冷凍サイクル（図５の点ｐ１、ｐ２’、ｐ１２、ｐ１３、ｐ１６を含むサイクル）とを組み合わせた構成となっている。
そして、図６のモリエル線図における各点（ｐ１〜ｐ１６）は、図５において図示されている。

第２実施形態における冷房運転時の冷媒の流れ等が、図７に示されている。
前記ラインの共通部（分岐合流点Ｂ２から分岐点Ｂ１までの領域、分岐点Ｂ１から分岐合流点Ｂ３までの領域）を流れることと、冷凍式圧縮機１００側の室外器と蒸気噴射式冷凍機２００側の凝縮器とが一体化されて熱交換器３８となっているため、風路の切換を必要としないことを除けば、基本的には図２と同様である。冷媒の流れは、図７の冷媒ラインに矢印で示す。
なお、図７で示す冷凍運転時において、分岐合流点Ｂ２は、冷凍式圧縮機１００側の冷媒と、蒸気噴射式冷凍機２００側の冷媒とが合流する合流点である。そして、分岐合流点Ｂ３は、冷凍式圧縮機１００側の冷媒と、蒸気噴射式冷凍機２００側の冷媒とが分岐する分岐点である。

第２実施形態の暖房運転時の冷媒の流れ等については、図８に示す。
冷媒が、前記冷媒ラインの共通部（分岐合流点Ｂ２から分岐点Ｂ１までの領域、分岐点Ｂ１から分岐合流点Ｂ３までの領域）を流れることと、風路の切換を必要としないことを除けば、基本的には図３と同様である。冷媒の流れは、図８の冷媒ラインに矢印で示す。
なお、図８で示す冷凍運転時において、分岐合流点Ｂ２は、冷凍式圧縮機１００側の冷媒と、蒸気噴射式冷凍機２００側の冷媒とが分岐する分岐点である。そして、分岐合流点Ｂ３は、冷凍式圧縮機１００側の冷媒と、蒸気噴射式冷凍機２００側の冷媒とが合流する合流点である。

次に、図９に基づいて、第２実施形態の空調運転の制御方法について説明する。
図５の第２実施形態の構成では、第２の熱交換器（室外器）３と第４の熱交換器８とが（熱交換器３８に）一体化されたので、第２の熱交換器と第８の熱交換器との間の風路の切換を考慮する必要は無い。
従って、第２実施形態の制御フローチャートを示す図９においては、第１実施形態の図４におけるステップＳ４及びステップＳ９に相当するステップを設けていない。
図９の制御ステップにおける処理は、同一のステップ番号で示された図４のステップにおける処理（制御）内容と同様である。

図５〜図９の第２実施形態におけるその他の構成及び作用効果は、図１〜図４の第１実施形態と同様である。

次に、図１０〜図１３を参照して第３実施形態を説明する。
図１０〜図１３の第３実施形態は、図１〜図４の第１実施形態と同様に、圧縮式サイクルと蒸気噴射冷凍サイクルとの一部を共通化してはいない。
図１０〜図１３の第３実施形態では、図１〜図４の第１実施形態に対して、圧縮式空調機１００側に排熱熱交換器９を設け、暖房運転時における排熱利用効率を向上している点が異なっている。

図１０において、圧縮式空調機１００側の冷媒ラインＬ１４に排熱熱交換器９が介装されており、蒸気噴射冷凍機２００側の排熱ラインＬｗ１から、分岐排熱ラインＬｗ２が分岐され、分岐ラインＬｗ２が排熱熱交換器９に連通されている。
ガスエンジン５の排熱ラインＬｗ１において、ポンプＰ１とフロンボイラ６との間に三方弁Ｖ３及び分岐点（合流点）Ｂｗを設け、分岐ラインＬｗ２は、三方弁Ｖ３と分岐点Ｂｗに接続されている。

図１０の第３実施形態は、以上の構成を除いては、図１の第１実施形態と実質的に同様な構成となっている。
第３実施形態における冷房運転時の各種弁の開閉状態及び冷媒の流れ等については、図１１に示す。
図１１で示す冷媒運転時の冷媒の流れ（図１１の冷媒ラインに矢印で示す）は、図２と同様である。
但し、排熱ラインＬｗ１、Ｌｗ２での排熱の流れは、三方弁Ｖ３がフロンボイラ６側を開放し、排熱熱交換器９側を閉鎖しているので、フロンボイラ６に連通するラインＬｗ１には冷却水（排熱）が流れるが、排熱ラインＬｗ２には冷却水（排熱）は流れない。

第３実施形態における暖房時の各種弁の開閉状態及び冷媒の流れ等については、図１２に示す。暖房時には、蒸発噴射冷凍機２００側の第２の冷媒ラインＬ２においては、冷媒は流れない。従って、凝縮器８と室外器３との間の風路の設定も行われない。
圧縮式空調機１００側の第１の冷媒ラインＬ１における冷媒の流れは、図３で示す第１実施形態における暖房運転の場合と同様である。
図１２の暖房運転時には、排熱ラインＬｗ１、Ｌｗ２を流れる排熱（ガスエンジン５の冷却水）は、三方弁Ｖ３がフロンボイラ６側を閉鎖して、排熱熱交換器９側を開放しているため、全ての排熱（冷却水）がラインＬｗ２を循環し、排熱熱交換器９では、ガスエンジン５の排熱が、圧縮式空調機１００のラインＬ１を流れる冷媒に投与される。

図１３に基づいて、第３実施形態の空調運転の制御について説明する。
先ず、ステップＳ２１では、運転モードが冷房か、暖房かを判断する。冷房であれば（ステップＳ２１が「冷房運転」）ステップＳ２２に進み、暖房であれば（ステップＳ２１が「暖房運転」）ステップＳ２６に進む。

冷房運転に際しては（ステップＳ２１が「冷房運転」）、ステップＳ２２において、送水ポンプＰ１を起動し、冷媒ポンプＰ２を停止する。三方弁Ｖ３はフロンボイラ６側のみを開放し、排熱熱交換器９側は閉鎖する。開閉弁Ｖ１を閉じ、減圧弁Ｖ２は開放する。
そして圧縮式冷凍機１００側の四方弁Ｖ４を冷房側に切り換える（ステップＳ２３）。
ステップＳ２４では、フロンボイラ６内の圧力を圧力センサ１０によって計測し、計測値が閾値以上であるか否かを判定する（ステップＳ２４）。
圧力センサ１０の計測値が閾値以上となるまでは待機し（ステップＳ２４がＮＯのループ）、圧力センサ１０の計測値が閾値以上となった段階で（ステップＳ２４のＹＥＳ）、開閉弁Ｖ１を開放し、冷媒ポンプＰ２を起動する。

暖房運転の場合は（ステップＳ２１が「暖房運転」）、ステップＳ２６で、送水ポンプＰ１を起動し、三方弁Ｖ３を排熱熱交換器９側を開いて、フロンボイラ６側は閉鎖する。そして、開閉弁Ｖ１及び減圧弁Ｖ２を共に閉じ、圧縮式空調機１００側の流量制御弁ＣＶ１を開放し、流量制御弁ＣＶ２を全開とする。
次のステップＳ２７では、四方弁Ｖ４を暖房側に切り換える。

図１０〜図１３の第３実施形態におけるその他の構成及び作用効果は、図１〜図４の第１実施形態と同様である。

次に、図１４〜図１７を参照して、第４実施形態を説明する。
図１４〜図１７の第４実施形態は、図５〜図９の第２実施形態と同様に、圧縮式サイクルと蒸気噴射冷凍サイクルとの一部を共通化している。
図１４〜図１７の第４実施形態では、圧縮式空調機１００側に排熱熱交換器９を設け、暖房運転時における排熱利用効率を向上させている。その点を除けば、図１４で示す第４実施形態の構成は、図５で示す第２実施形態の構成と同様である。

第４実施形態の冷房運転時（図１５）における冷媒の流れは、図７で示す第２実施形態の冷房運転時における冷媒の流れと同様である。但し、排熱ラインＬｗ１、Ｌｗ２における排熱（ガスエンジン５の冷却水）の流れについては、図１１で示す第３実施形態の冷房運転時と同様である。
第４実施形態の暖房運転時（図１６）における冷媒の流れに関しては、図８ので示す第２実施形態の暖房運転時における冷媒の流れと同様である。排熱ラインＬｗ１、Ｌｗ２における排熱（ガスエンジン５の冷却水）の流れは、図１２で示す第３実施形態の暖房運転時と同様である。

第４実施形態における空調運転の制御は図１７で示されているが、図９で示す第２実施形態の空調運転の制御と同様である。
但し、第４実施形態における空調制御（図１７）では、冷房運転時においては、三方弁Ｖ３をフロンボイラ６側に連通して、排熱熱交換器９側は閉鎖し、ガスエンジン５の排熱をフロンボイラ６に投入する。暖房運転時は、三方弁Ｖ３を排熱熱交換器９側に連通して、フロンボイラ６側は閉鎖し、ガスエンジン５の排熱を排熱熱交換器９に投入される。

第４実施形態におけるその他の構成及び作用効果は、第２実施形態と同様である。

次に、図１８〜図２１を参照して、第５実施形態を説明する。
図１８〜図２１の第５実施形態は、図１〜図４の第１実施形態と同様に、圧縮式サイクルと蒸気噴射冷凍サイクルとの一部を共通化してはいない。
図１８〜図２１の第５実施形態では、蒸気噴射冷凍機２００側における冷媒ラインＬ２に、エゼクタ７をバイパスするラインＬ２ｂを設けており、暖房運転時に、蒸気噴射冷凍機２００側のフロンボイラ６に供給される排熱が、エゼクタ７を経由することにより損失すること無く、圧縮式サイクルの暖房運転に寄与するように構成されている。

具体的には、蒸気噴射冷凍機２００側の冷媒ラインＬ２０において、開閉弁Ｖ１とエゼクタ７との間の領域に三方弁Ｖ３ｂを介装し、この三方弁Ｖ３ｂと合流点Ｂ７をバイパスラインＬ２ｂで接続している。
合流点Ｂ７は、エゼクタ７の噴射口（図１８において、エゼクタ７の右側）と第４の熱交換器８との間の領域に設けられている。

圧縮式空調機１００側の冷媒の流れは、図１９で示す冷房運転時は、図２で示す第１実施形態の冷房運転時と同様である。
圧縮式空調機１００側の暖房運転時（図２０）における冷媒の流れは、第１実施形態の暖房運転時（図３）と同様である。

蒸気噴射冷凍機２００側における冷房時の冷媒の流れについて、図１９を参照して説明する。
冷房運転時には、送水ポンプＰ１を起動してフロンボイラ６にガスエンジン５の排熱を投入し、フロンボイラ６の圧力が所定置以上まで上昇したならば、開閉弁Ｖ１を開き、減圧弁Ｖ２も開く。
ラインＬ２０の三方弁Ｖ３ｂはエゼクタ７側に切り換わり、フロンボイラ６で発生した気相冷媒は、バイパスラインＬ２ｂを流れずに、エゼクタ７に吸い込まれて、高速で噴射される。なお、凝縮器８と室外器３との間の空気の流れは、風路Ａとなる。
係る冷房運転時における冷媒の流れ、風路等は、図２で示す第１実施形態の冷房運転時と同様である。

蒸気噴射冷凍機２００側の暖房運転時における冷媒の流れについて、図２０を参照して説明する。
暖房運転時には、送水ポンプＰ１を起動してガスエンジン５の排熱をフロンボイラ６に供給し、フロンボイラ６の圧力が所定値以上になれば開閉弁Ｖ１を開く。暖房運転時には、四方弁Ｖ４は暖房側に切り換えられ、減圧弁Ｖ２は閉鎖される。
そして、ラインＬ２０の三方弁Ｖ３ｂはバイパスＬ２ｂ側に切り換えられるので、フロンボイラ６で発生した冷媒蒸気は、エゼクタ７を経由すること無く、バイパスラインＬ２ｂを流れる。
三方弁Ｖ３ｂはバイパスＬ２ｂ側に切り換えられ、フロンボイラ６で発生した気相冷媒はエゼクタ７を流れない。そのため、フロンボイラ６で発生した気相冷媒は、エゼクタ７を通過せずに凝縮器（第４の熱交換器）８に到達し、外気に気化熱を投入して凝縮する。凝縮した液相冷媒は、全量がラインＬ２１を流れて、フロンボイラ６に戻る。
凝縮器８で気化熱を投入されて加熱された外気は、風路Ｂを流れて、圧縮式空調機１００側の室外器３を流れる冷媒に温熱を与える。
その他の冷媒の流れ、風路等は、第１実施形態における暖房運転時を示す図３と同様である。

次に、図２１に基づいて、第５実施形態の空調運転の制御を説明する。
図２１に示すように、第５実施形態の空調運転制御においては、図４の第１実施形態の制御と概略同様である。
但し、図２１で示す第５実施形態の空調運転制御では、冷房運転時には、ラインＬ２０に介装された三方弁Ｖ３ｂをエゼクタ７側に切り換える工程（ステップＳ４Ａ）が挿入され、暖房運転時には、ラインＬ２０に介装された三方弁Ｖ３ｂをバイパスラインＬ２ｂ側に切り換える工程（ステップＳ９Ｂ）が挿入される。

図１８〜図２１の第５実施形態におけるその他の構成及び作用効果は、図１〜図４の第１実施形態と同様である。

なお、図１８〜図２１の第５実施形態と、図１０〜図１３の第３実施形態とを組み合わせて構成することが可能である。
すなわち、図１〜図４の第１実施形態において、圧縮式冷凍サイクル側に排熱熱交換器９を設け、且つ、蒸気噴射冷凍サイクルにおけるエゼクタ７をバイパスするラインＬ２ｂを設け、以って、暖房運転時の効率を向上することが可能である。

次に、図２２〜図２５を参照して第６実施形態を説明する。
図２２〜図２５の第６実施形態も、図５〜図９の第２実施形態と同様に、圧縮式サイクルと蒸気噴射冷凍サイクルとの一部を共通化している。

図２２〜図２５の第６実施形態は、蒸気噴射冷凍サイクルにおけるエゼクタ７をバイパスするラインＬ２ｂを設け、暖房運転時に蒸気噴射冷凍サイクルのフロンボイラ６に供給される排熱が、エゼクタ７を通過する際に損失すること無く、圧縮式サイクルの暖房運転に寄与するように構成されている。
図２２で示す第６実施形態の構成は、上述した点を除けば、図５で示す第２実施形態の構成と同様である。

第６実施形態における冷房運転時の冷媒の流れを示す図２３は、第２実施形態における冷房運転時の冷媒の流れを示す図７と同様である。即ち、第６実施形態における冷房運転時には、蒸気噴射冷凍サイクルのフロンボイラ６で発生した気相冷媒は、バイパスＬ２ｂ側を通ることなく、エゼクタ７に吸い込まれて、高速で噴射される。

第６実施形態における暖房運転時の冷媒の流れを示す図２４は、蒸気噴射冷凍サイクル側のフロンボイラ６で発生した気相冷媒が、エゼクタ７を通らずに、ラインＬ２０の三方弁３ＶｂからバイパスラインＬ２ｂ側を流れる点で、第２実施形態における暖房運転時の冷媒の流れをしめす図８とは異なっている。
その他については、図８で示す第２実施形態における暖房運転時と同様である。

第６実施形態の空調運転の制御を示す図２５は、風路の切換を必要としない点を除くと、第５実施形態の空調運転制御（図２１）と同様である。
或いは、図２５で示す第６実施形態の空調運転制御は、冷房運転時には、ラインＬ２０の三方弁３Ｖｂをエゼクタ７側に切り換える工程（ステップＳ４Ａ）を有しており、暖房運転時には、ラインＬ２０の三方弁３ＶｂをバイパスラインＬ２ｂ側に切り換える工程（ステップＳ９Ｂ）を有する点を除くと、第２実施形態の空調運転制御（図９）と同様である。
第６実施形態におけるその他の構成及び作用効果は、第２実施形態と同様である。

なお、図２２〜図２５の第６実施形態と、図１４〜図１７の第４実施形態とを組み合わせて構成することが可能である。
換言すると、図５〜図９の第２実施形態において、圧縮式冷凍サイクル側に排熱熱交換器９を設け、且つ、蒸気噴射冷凍サイクルにおけるエゼクタ７をバイパスするラインＬ２ｂを設け、暖房運転時の効率を向上することが可能である。

次に、図２６を参照して第７実施形態を説明する。
図１〜図２５の第１実施形態〜第６実施形態では、何れも、圧縮式サイクルにおける圧縮機１は、排熱源であるガスエンジン５の出力が駆動軸５１によって機械的に伝達されて駆動されている。
これに対して、図２６の第７実施形態では、圧縮式サイクルの圧縮機１Ｅが電気駆動式となっている。そして、排熱源が、電気及び排熱を併給するガスエンジンコージェネレーションシステム５Ｃとなっている。
図２６の第７実施形態では、ガスエンジンコージェネレーションシステム５Ｃの発電装置６０からの出力電力が、電力伝達ケーブルＬｅを介して、圧縮式サイクルの電気駆動式の圧縮機１Ｅに供給されて、駆動する。
図２６において符号５２はガスエンジンの駆動軸であり、図示しない発電装置６０の回転軸に接続されている。

なお、圧縮式サイクルの圧縮機１Ｅが電気駆動式にした第７実施形態において、第１実施形態の図１の圧縮機１を電気駆動式にした図２６しか図示されていないが、第２実施形態〜第６実施形態の全ての図（図５〜図２５）において、図２６と同様に、圧縮式サイクルの圧縮機１を電気駆動式とすることが出来る。

図示の実施形態はあくまでも例示であり、本発明の技術的範囲を限定する趣旨の記述ではない旨を付記する。

本発明の第１実施形態の全体構成を示すブロック図。 第１実施形態の冷房時の作動を示す状態図。 第１実施形態の暖房時の作動を示す状態図。 第１実施形態の制御方法を示すフローチャート。 本発明の第２実施形態の全体構成を示すブロック図。 第２実施形態のサイクルを示すモリエル線図。 第２実施形態の冷房時の作動を示す状態図。 第２実施形態の暖房時の作動を示す状態図。 第２実施形態の制御方法を示すフローチャート。 本発明の第３実施形態の全体構成を示すブロック図。 第３実施形態の冷房時の作動を示す状態図。 第３実施形態の暖房時の作動を示す状態図。 第３実施形態の制御方法を示すフローチャート。 本発明の第４実施形態の全体構成を示すブロック図。 第４実施形態の冷房時の作動を示す状態図。 第４実施形態の暖房時の作動を示す状態図。 第４実施形態の制御方法を示すフローチャート。 本発明の第５実施形態の全体構成を示すブロック図。 第５実施形態の冷房時の作動を示す状態図。 第５実施形態の暖房時の作動を示す状態図。 第５実施形態の制御方法を示すフローチャート。 本発明の第６実施形態の全体構成を示すブロック図。 第６実施形態の冷房時の作動を示す状態図。 第６実施形態の暖房時の作動を示す状態図。 第６実施形態の制御方法を示すフローチャート。 本発明の第７実施形態の全体構成を示すブロック図。 従来技術の全体構成を示したブロック図。

符号の説明

１・・・圧縮機
２・・・第１の熱交換器／室内器（蒸発器）
３・・・第２の熱交換器／室外器（凝縮器）
４・・・第３の熱交換器／冷媒過冷却器
５・・・熱源機／ガスエンジン
６・・・冷媒蒸発器／フロンボイラ
７・・・エゼクタ
８・・・第４の熱交換器
９・・・排熱熱交換器
１０・・・圧力センサ
ＣＶ１、ＣＶ２・・・流量調節弁
Ｌ１・・・第１の冷媒ライン
Ｌ２・・・第２の冷媒ライン
Ｐ１・・・送水ポンプ
Ｐ２・・・冷媒ポンプ
Ｖ１・・・開閉弁
Ｖ２・・・減圧弁
Ｖ３・・・三方弁
Ｖ４・・・流路切換装置／四方弁

Claims (6)

1. 圧縮機と、冷媒と空調をするべき室内の空気とで熱交換を行う第１の熱交換器と、冷媒と外気とで熱交換を行う第２の熱交換器と、第１の冷媒ラインとを備えた圧縮式空調機を有し、前記第１の冷媒ラインには、圧縮式空調機を循環する冷媒と第２の冷媒ラインを流れる冷媒とで熱交換を行う第３の熱交換器が介装されており、前記第２の冷媒ラインには、熱源機からの排熱が投入されて冷媒を蒸発する冷媒蒸発器と、エゼクタと、第２の冷媒ラインを流れる冷媒と外気とで熱交換を行う第４の熱交換器とが介装されており、第２の冷媒ラインは、冷媒蒸発器に連通する第１の分岐ラインと、エゼクタの側方吸込み部に連通する第２の分岐ラインとに分岐しており、前記第３の熱交換器は第２の分岐ラインに介装されていることを特徴とする空調システム。
2. 本発明において、前記第２の熱交換器と前記第４の熱交換器とは別体に構成されており、第１の冷媒ラインにおける前記第２の熱交換器を介装した領域と第２の冷媒ラインにおける前記第４の熱交換器を介装した領域とは別体に構成されている請求項１の空調システム。
3. 前記第２の熱交換器と前記第４の熱交換器とは一体に構成されており、第１の冷媒ラインにおける前記第２の熱交換器を介装した領域と第２の冷媒ラインにおける前記第４の熱交換器を介装した領域とは一体に構成されている請求項１の空調システム。
4. 前記第１の冷媒ラインには流路切り換え装置が介装されており、前記第１の冷媒ラインを循環する冷媒の流れる方向を逆転可能に構成されている請求項１〜請求項３の何れか１項の空調システム。
5. 前記熱源機からの排熱を前記第１の冷媒ラインを流れる冷媒に投入する第５の熱交換器を設けている請求項１〜請求項４の何れか１項の空調システム。
6. 前記第２の冷媒ラインはエゼクタをバイパスするバイパスラインを有している請求項１〜請求項５の何れか１項の空調システム。

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